EP2199186A1 - Hydraulische Lenksteuervorrichtung - Google Patents

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EP2199186A1
EP2199186A1 EP08021913A EP08021913A EP2199186A1 EP 2199186 A1 EP2199186 A1 EP 2199186A1 EP 08021913 A EP08021913 A EP 08021913A EP 08021913 A EP08021913 A EP 08021913A EP 2199186 A1 EP2199186 A1 EP 2199186A1
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EP
European Patent Office
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valve
hydraulic
pressure
valves
steering control
Prior art date
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EP08021913A
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English (en)
French (fr)
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EP2199186B1 (de
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Martin Heusser
Christoph Dipl.-Ing. Stönner
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Hawe Hydraulik SE
Original Assignee
Hawe Hydraulik SE
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Publication date
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    • B62—LAND VEHICLES FOR TRAVELLING OTHERWISE THAN ON RAILS
    • B62D—MOTOR VEHICLES; TRAILERS
    • B62D5/00—Power-assisted or power-driven steering
    • B62D5/06—Power-assisted or power-driven steering fluid, i.e. using a pressurised fluid for most or all the force required for steering a vehicle
    • B62D5/08—Power-assisted or power-driven steering fluid, i.e. using a pressurised fluid for most or all the force required for steering a vehicle characterised by type of steering valve used
    • B62D5/081—Seat valves
    • B—PERFORMING OPERATIONS; TRANSPORTING
    • B62—LAND VEHICLES FOR TRAVELLING OTHERWISE THAN ON RAILS
    • B62D—MOTOR VEHICLES; TRAILERS
    • B62D5/00—Power-assisted or power-driven steering
    • B62D5/06—Power-assisted or power-driven steering fluid, i.e. using a pressurised fluid for most or all the force required for steering a vehicle
    • B62D5/09—Power-assisted or power-driven steering fluid, i.e. using a pressurised fluid for most or all the force required for steering a vehicle characterised by means for actuating valves
    • B62D5/091—Hydraulic steer-by-wire systems, e.g. the valve being actuated by an electric motor
    • B—PERFORMING OPERATIONS; TRANSPORTING
    • B66—HOISTING; LIFTING; HAULING
    • B66F—HOISTING, LIFTING, HAULING OR PUSHING, NOT OTHERWISE PROVIDED FOR, e.g. DEVICES WHICH APPLY A LIFTING OR PUSHING FORCE DIRECTLY TO THE SURFACE OF A LOAD
    • B66F9/00—Devices for lifting or lowering bulky or heavy goods for loading or unloading purposes
    • B66F9/06—Devices for lifting or lowering bulky or heavy goods for loading or unloading purposes movable, with their loads, on wheels or the like, e.g. fork-lift trucks
    • B66F9/075—Constructional features or details
    • B66F9/07568—Steering arrangements
    • B—PERFORMING OPERATIONS; TRANSPORTING
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    • B66F9/00—Devices for lifting or lowering bulky or heavy goods for loading or unloading purposes
    • B66F9/06—Devices for lifting or lowering bulky or heavy goods for loading or unloading purposes movable, with their loads, on wheels or the like, e.g. fork-lift trucks
    • B66F9/075—Constructional features or details
    • B66F9/07572—Propulsion arrangements

Definitions

  • the invention relates to a hydraulic steering control device according to the preamble of patent claim 1.
  • Hydraulic steering systems for reducing the force for actuating the steering wheel of a motor vehicle are widely used in automotive engineering and commonly known as power steering.
  • This classic power steering serves as a hydraulic power assist to steering movement to reduce the power needed to transmit steering wheel movement to the wheels.
  • this type of steering there is a direct mechanical connection between the steering wheel and wheels.
  • joystick steering In contrast, in utility vehicles such as forklifts, shovel loaders, tractors, combine harvesters, etc., there is a need to provide steering in the form of joystick steering, where the joystick may also take the form of a steering wheel. Of importance, however, is that in this type of steering no mechanical coupling for transmitting torque between the hand control and the wheel is present.
  • electrical steering signals are generated on a joystick or a steering wheel, which are passed on to a force-generating unit, which then generates the forces for the steering movements and transmits them to the wheels. Hydraulic systems are often used as the power generation and transmission unit.
  • Fig. 1 shows a hydraulic steering control device of such a hydraulic power generating and transmitting device according to the applicant's internal state of the art.
  • the reference numeral 10 designates a hydraulic actuator which generates the moment of movement required for the steering.
  • a double-acting cylinder 10 is shown schematically.
  • a piston 10-C divides the interior of the double-acting cylinder 10 into a first working chamber 10-A and a second working chamber 10-B, via connecting lines 13-A and 13-B with a hydraulic system consisting of a hydraulic steering control 20 and Supply units such as pumps, pressure controls, reservoir, etc. (not shown) are connected.
  • a piston movement in the double-acting cylinder 10 is transmitted to a piston rod 12 whose position position is detected by a sensor 11.
  • reference numeral 21 denotes a 4/3 way spool valve which is connected on an input side to a pressure line P and a return line R. On an output side, the 4/3-way spool valve 21 is connected to a first working line A and a second working line B. The working lines A and B are respectively connected to the connecting lines 13-A and 13-B of the hydraulic actuator 10.
  • the 4/3-way spool valve 21 is held in the idle state by springs 23 a and 23 b in a middle position 0 , in which all ports are locked. By magnets m1 and m2, the slide of the 4/3-way spool valve is moved to the working position a or b .
  • the representation in Fig. 1 shows a proportional 4/3 way spool valve, indicated by the lines on both sides of the valve symbol in Fig. 1 is indicated, ie the flow rate can be controlled by the electric motors m1 and m2.
  • the slide of the 4/3-way spool valve 21 moves into position a.
  • the working line A is connected to the pressure line P, and hydraulic fluid is forced from the pump (not shown) via the pressure line P, the working line A and the port 13-A into the first pressure chamber 10-A of the double-acting cylinder 10 .
  • the working line B is connected to the return line R, so that hydraulic fluid from the second pressure chamber 10-B of the double-acting cylinder 10 via the port 13-B, the working line B and the return line R can flow back into the reservoir ,
  • the piston rod 12 moves in the in Fig. 1 shown illustration to the left.
  • Fig. 2 shows a variant of in the Fig. 1
  • the hydraulic steering control 30 has been extended by the function of an integrated shock and suction function and an integrated load pressure tap for a load pressure controlled overall system.
  • Fig. 2 are the components of the hydraulic actuator 10, which generate the required for the steering movement moment, identical to those in Fig. 1 and are therefore not described individually.
  • the load pressure tap in Fig. 2 is realized in the proportional 4/3 way spool valve 31.
  • the load pressure tap is realized in commercially available directional control valves through duct structures in the housing of the directional control valves.
  • the load pressure line LS In the 4/3-way spool valve 31 of Fig. 2 In the position 0, the load pressure line LS is connected to the return line R via the load pressure tap 31-LS.
  • the load pressure line LS is connected via the load pressure tap 31-LS to the respectively pressurized working line A or B respectively.
  • a control signal is provided in which a pump (not shown) can be switched off when the 4/3-way spool valve 31 is at rest 0 .
  • the remaining elements of the 4/3-way spool valve 31 of Fig. 2 are analogous to the 4/3-way slide valve 21 in the Fig. 1 ,
  • the springs 33a and 33b correspond to the springs 23a and 23b in FIG Fig. 1 .
  • Electric drives with coils m1 and m2 in Fig. 2 are analogous to the electric drives with the coils m1 and m2 off Fig. 1 ,
  • Fig. 2 further shows two shock / Nachsaugischenen 34 A and 34 B, each associated with a working line A and B respectively.
  • the shock / re-suction unit 34A and 34B connects the working line A or B to the return line R, bypassing the 4/3-way spool valve 31.
  • Each shock / Nachaugeaugeussi 34A and 34B consists of a pressure relief valve 34-2A and 34-2B, which is connected in anti-parallel to a spring-loaded check valve 34-1A and 34-1 B, respectively. That is, the check valves 34-1A and 34-1B serve to bypass the pressure relief valves 34-2A and 34-2B, respectively, and allow free return flow from the return line R to the working line A and B, respectively.
  • the pressure relief valve 34-2A opens due to the pilot control (dashed line) and hydraulic fluid can flow via the pressure relief valve 34-2A in the return line R.
  • hydraulic fluid can be sucked from the return line R via the spring-biased check valve 34-1 B from the return line R into the second working chamber 10-B of the double-acting cylinder 10, so that no vacuum is created.
  • the prior art according to the Fig. 1 and 2 is common that the control of the inflow and outflow of hydraulic fluid to and from the hydraulic actuator is realized together by a 4/3-way slide valve. That is, the functional units of the inflow control and outflow control, referred to hereinafter as first and second controllable means, are combined in the described prior art in the 4/3 way spool valve.
  • a common requirement of hydraulic steering systems is that the response time between actuation of the steering and actual execution of the steering operation must be short. For example, for trucks, a steering response time of up to about 100 ms is acceptable. Since such stackers are often used in the chord and must be very agile, a reaction time of 200 ms and more is no longer tolerated.
  • the present invention has been carried out to at least partially overcome the above-mentioned deficiencies. It is therefore an object of the present invention to provide a hydraulic steering control device which has short reaction times of less than 100 ms, is leak-free and which selectively permits hydraulic locking as well as active steering float position.
  • a key difference between the prior art solutions and the present invention is that the functional units of the inflow control and outflow control, and the first and second controllable means combined in the prior art, are functionally separated.
  • the prior art 4/3 way gate valve is thereby replaced by two 2/2-way seated valves, resulting in a split of the inflow and outflow paths to the hydraulic actuator.
  • the hydraulic steering control apparatus Since the two 2/2-way seat valves are leak-free, the hydraulic steering control apparatus according to the present invention is less expensive and more energy efficient than those of the prior art. Furthermore, when changing the direction of the steering no zero position must be run over, resulting in improved response times.
  • the two 2/2-way seat valves can be controlled independently and even overlapping, because the two magnets are not mechanically coupled via the slider. This results in an improved dynamic behavior of the steering control device.
  • the two 2/2-way seat valves allow four possible switching positions, so that the following control states are feasible: a) steering to the right; b) steering to the left; c) hydraulic blocking of the steering; and d) floating position.
  • Another advantage of using two 2/2-way seat valves is that proportional valves and clock-driven black / white valves can be used to provide the flow control necessary for steering. Thus, depending on technical and economic requirements, a wide range of available 2/2-way seat valves can be selected.
  • the volume flow can be controlled continuously.
  • the 2/2-way seat valves are simple, reliable and possibly inexpensive commercial valves.
  • a particular advantage of these valves is that there is a smooth transition in the case of volume flow changes, ie there are no abrupt pressure changes in the system when the volume flow changes. As a result, noises and vibrations are kept small.
  • the volumetric flow control may be realized by a clock control such as pulse width modulation (PWM modulation) of a black / white 2/2-way seat valve according to an embodiment of claim 3 .
  • PWM modulation pulse width modulation
  • Black / white valve means that only two switch positions are possible, and no intermediate positions are realized.
  • the volume flow control then takes place by controlling the on / off ratio of the black / white magnet, which controls the valve position.
  • PWM modulation pulse width modulation
  • the two 2/2-way seat valves may be pilot operated valves, in which an opening cross section of a flow path z. B. is controlled by a valve needle of a pilot valve, which is moved via a special spring directly from the armature of a proportional solenoid.
  • the pilot control allows faster and more precisely controllable valves to be realized, which in turn affects the reaction time and dynamics of the steering system.
  • a first check valve is arranged in the first and the second flow path downstream of the 2/2-way seat valves, which blocks in the direction of the 2/2-way seat valve.
  • control lines of the second controllable hydraulic fluid discharging means of the hydraulic actuator are respectively connected between the 2/2-way seat valve and the first check valve.
  • the second controllable means is connected downstream of the first check valves to the first flow path and the second flow path, so that an unimpeded outflow of hydraulic fluid from a corresponding working chamber of the hydraulic actuator is allowed.
  • control lines of the second controllable device are connected via a shuttle valve with a load pressure control line.
  • the pressure-carrying control line is connected to a load pressure control circuit, so that a pressure request signal can be generated and forwarded.
  • a signal path is provided to control a supply pump depending on the load pressure.
  • the load pressure control line is connected via a diaphragm with the return line.
  • control lines of the second controllable device are connected via a respective orifice with the return line.
  • the second controllable means for discharging hydraulic fluid from the hydraulic actuator comprises a first and a second hydraulically operated check valve, wherein the first pilot-operated check valve blocks fluid communication between the first flow path and a return line to the reservoir, and wherein the second hydraulic check valve blocks fluid communication between the second flow path and the return line to the reservoir.
  • the use of two hydraulically releasable check valves represents a simple and inexpensive way of implementing the second controllable device for discharging hydraulic fluid from the at least one hydraulic actuator, in which also the operating states of a floating position and a blocking position can be realized.
  • a spring-loaded check valve is used to increase operational safety.
  • the second controllable means for discharging hydraulic fluid from the at least one hydraulic actuator, a first and a second hydraulically releasable load-holding valve, wherein the first hydraulically releasable load-holding valve, a fluid connection between the first flow path and a return line to the reservoir locks, and wherein the second hydraulically releasable load-holding valve blocks fluid communication between the second flow path and the return line to the reservoir.
  • the hydraulically operated check valves of the previously described embodiment have been replaced by hydraulically releasable load-holding valves. This adds a shock and suction function to the previously described functionality.
  • a shock load for example, by a shock on the drive wheels, which is on the hydraulic actuator, for example, a double-acting cylinder, oppositely arranged differential cylinders or hydraulic motors, propagates, created in a working chamber a shock or pulse-like pressure and in a complementary working chamber creates a negative pressure. If the overpressure exceeds a value predetermined by the load-holding valve, the load-holding valve opens a flow path in the direction of the return line in order to discharge pressure and to protect hydraulic components.
  • a flow path between the return line and the complementary working chamber under negative pressure is released via a second check valve integrated in each load-holding valve.
  • a Nachsaugfunktion is integrated. That at a shock load of the hydraulic consumer, in which an overpressure arises in a first flow path, a negative pressure arises automatically in the second flow path. The overpressure is discharged via the load-holding valve in the return and the negative pressure is compensated by a suction through the check valve.
  • the two 2/2-way seat valves are electrically operated valves.
  • the hydraulic steering control apparatus becomes usable in widely-used electro-hydraulic steering systems.
  • a pressure accumulator is connected to the input side of the two 2/2-way seat valves, which is separated by a third check valve from the pressure supply (pump).
  • a third check valve from the pressure supply (pump).
  • additional system components serve to make the steering system more fail-safe and more independent of pressure fluctuations due to internal system failures (for example, pump malfunctions) or external influences (for example on the hydraulic actuator).
  • the additional system components can therefore serve the pressure control with two independent pressure sources (pump, pressure accumulator).
  • first embodiment of the present invention shows by reference numeral 10 provided for a steering hydraulic actuator.
  • a double-acting cylinder is shown, as he already with the Figures 1 and 2 has been described.
  • the interior of the double-acting cylinder 10 is replaced by a piston 10-C in a first working chamber 10-A and a second working chamber 10-B divided into which can flow via ports 13-A and 13-B hydraulic fluid.
  • the piston 10-C inside the double-acting cylinder 10 can be moved due to a pressure difference in the mutually complementary working chambers.
  • FIG. 3 shows a special embodiment, a double-acting cylinder with the same size of loading surfaces.
  • This is realized by a piston rod that runs through the entire cylinder and exits the cylinder at both ends.
  • This results in the same large pressure-effective surfaces on both sides of the piston in the interior of the double-acting cylinder, resulting in equal velocities of the piston rod 12 in both directions with the same pressure differences.
  • different speeds for the two directions of movement of the piston rod 12 would result if the same pressure difference in the two pressure chambers are used. However, this could be compensated by an individual speed-dependent pressure control for the two pressure chambers in the double-acting cylinder 10.
  • a sensor on the piston rod 12 detects the position of the position of the piston rod 12th
  • a double-acting cylinder is shown with equally large loading surfaces
  • other hydraulic actuators are used.
  • double-acting cylinders with unequal loading surfaces with simultaneous speed-dependent pressure control for the two directions of movement oppositely disposed differential cylinders or hydraulic motors, such as orbit motor, wing motor of the vane motor can be used.
  • the moment of movement generated by the hydraulic actuator is then transmitted to a steering mechanism on the wheels of the vehicle, for example via a steering pinion.
  • the working lines A and B of the hydraulic steering control device 100 are connected.
  • the inflow of the flow paths A and B (first flow path A and second flow path B) is respectively controlled by a 2/2-way valve seat 110-A and 110-B.
  • the drainage from the flow paths A and B is by a hydraulic pilot operated check valve with spring preload 120-A or 120-B.
  • Each of the flow paths A and B has branches 131-A and 131-B at which the respective flow path branches into an inflow path and an outflow path.
  • a first check valve 130-A or 130-B is respectively disposed in the flow path between the branch 131-A and 131-B and a 2/2-way seat valve 110-A or 110-B and prevents backflow of hydraulic fluid in
  • the 2/2-way seat valve 110-A and 110-B controls the mass flow of pressurized hydraulic fluid from the pressure line P in the direction of the first check valve 130-A and 130-B, in the direction hydraulic actuator is permeable to the hydraulic actuator 10th
  • 2/2-way seat valve 110-A and 110-B is shown as an electrically controlled proportional valve with the position a and b .
  • position a the passage from the pressure line P to the working line A or B is blocked.
  • position b the valve 110-A and 110-B is continuous.
  • a spring holds the valve 110-A and 110-B in the rest position in the position a. If the coil z. B. the electromagnet m1 energized, the valve 110-B moves from the position a in the position b.
  • the valve 110-B opens the flow path between the pressure line P and the working line B.
  • the magnet m2 of the 2/2-way seat valve 110-A with regard to the flow path A.
  • a variety of variants for such 2/2-way directional valves are, for example, offered by HAWE Hydraulik SE as standard, for example as 2/2-way screw-in seat valves type EM or EMP.
  • This type of two 2/2-way solenoid valves is designed as a conical seat valve with direct or indirect actuation.
  • a bevel pin opens and closes the valve passage immediately.
  • the pilot control bore of a stepped piston for example, is opened or closed.
  • a resulting pressure difference at the opposite end faces of the stepped piston causes the switching forces to open and close.
  • the volume flow can be throttled proportionally. In the closed position, the valve is leak-tight.
  • both the proportionally throttable version and the pure switching valve can be used.
  • the flow rate can be adjusted by clock control.
  • the somewhat simpler mechanical valve design required for this is replaced by a somewhat more complicated valve control.
  • a variant of a pilot-operated 2/2-way seat valve which can be used here is in the EP-A 0 873 275 shown.
  • a valve needle for a pilot valve is controlled by a special spring directly from the armature of a proportional solenoid.
  • the magnet is capable of setting exactly predeterminable and exactly reproducible opening positions of the pilot valve, as a function of its application of current, to which the main closing element adjusts itself automatically with play movements.
  • the main closure element in the valve seat has special flow control features such as extensions or control notches.
  • this proportional 2/2-way seated valve can be modified to a pure black / white valve.
  • the main closing element would have no special flow control features, but may be formed as a cone or ball as the seat of the main valve.
  • a feedforward control can possibly shorten the response times of the valve and improve the precision of the flow control function.
  • the return hydraulically operated check valves 120-A and 120-B are used with spring bias, which are respectively connected to the branch 131-A and 131-B of the working lines A and B, and through which a Abströmweg from the working line A and B is provided in a return line R.
  • the spring-biased check valve 120-A and 120-B is arranged so that it locks in the direction return line R.
  • the check valves 120-A and 120-B can be unlocked via the control lines 111 and 112, respectively.
  • a control input of the check valve 120-B which is provided for the return from the working line B, connected via the control line 112 to the working line A between the 2/2-way seat valve 110-A and the check valve 130-A.
  • a control input of the spring-biased check valve 120-A provided for return from the working line A is connected via the control line 111 to the working line B between the 2/2-way seat valve 110-B and the check valve 130-B.
  • an orifice 113 is inserted in each case, so that in the idle state, the pressure can drop and the check valves 120-A and 120-B can go into the locked normal state.
  • a signal is generated in a signal generator in a steering unit (not shown), so that, for example, the coil of the magnet m1 of the valve 110-B is energized to the valve 110-B from the position a to position b .
  • a current is generated proportional to the steering deflection, so that the valve 110-B opens a flow path with a cross-sectional opening proportional to the steering deflection between the pressure line P and the working line B.
  • the control line 111 is pressurized and unlocks the spring-biased check valve 120-A, so that a flow path between the working line A and the return line R opens.
  • Hydraulic fluid may pass from the pressure line P through the 2/2-way seat valve 110-B, through the forward direction switched check valve 130-B via the terminal 13-B in the second working chamber 10-B of the double-acting cylinder 10 to flow.
  • hydraulic fluid can flow out of the first working chamber 10-A of the double-acting cylinder 10 via the connection 13-A through the unlocked, spring-biased check valve 120-A into the return line R and into the reservoir.
  • the reverse check valve 130-A prevents drainage via the 2/2-way seat valve 110-A.
  • the piston rod 12 moves in this case in the in Fig. 3 shown illustration to the right. The speed of movement of the piston rod 12 depends on the position of the 2/2-way seat valve 110-B.
  • the power supply is interrupted in the coil of the magnet m1, and the magnet m2 is supplied depending on the steering deflection current. That is, the 2/2-way seat valve 110-B returns to the rest position a and the 2/2-way seat valve 110-A moves to the state b and depending on the steering deflection, a flow path with a flow area proportional to the steering deflection between the pressure line P and the working line A free.
  • the control line 112 is pressurized and the check valve 120-B is unlocked.
  • Hydraulic fluid can flow into the first working chamber 10-A of the double-acting valve 10 and flow out of the second working chamber 10-B via the unlocked check valve 120-B into the return line R.
  • the piston rod 12 moves in the in Fig. 3 shown illustration to the left.
  • the hydraulic steering control apparatus 100 may assume four states according to Table 1.
  • Table 1 To block swim Left Right Position 110-A a b b a Position 110-B a b a b
  • both 2/2-way seat valves 110-A and 110-B are in state a.
  • This state is referred to below as the first state aa .
  • the piston rod 12 moves to the right (second state ).
  • the valve 110-A is in the state b and the valve 110-B is in the state a
  • the piston rod 12 moves to the left (third state ba).
  • both valves 110-A and 110-B are switched to the state b via a separate switching device (not shown), for example (fourth state bb ).
  • both control lines 111 and 112 are pressurized and open the check valves 120-A and 120-B.
  • hydraulic fluid can flow freely into and out of the pressure chambers of the double-acting cylinder 10. That is, the hydraulic steering control device is in a floating state.
  • FIG. 4 shows a hydraulic steering control device 200, in which the hydraulically releasable spring-biased check valve 120-A and 120-B of the Fig. 3 was replaced by a respective load-holding valve 220-A and 220-B.
  • the load-holding valves 220-A and 220-B are composed in each case of a special pressure-limiting valve 222-A and 222-B on the input side and output side which can be unlocked via an additional control input Z1 or Z2 and a check valve 221 connected in antiparallel thereto -A and 221B.
  • Antiparallel means that the forward directions of the valves 221-A (or 221-B) and 222-A (or 222-B) are in the opposite direction.
  • the check valves 221-A and 221-B are connected so that the flow path from the return line R to the respective working line A and B is open, ie the check valves allow a subsequent sucking of hydraulic fluid in the case of a negative pressure in a working chamber of a hydraulic actuator ,
  • the special input-side and output-side pilot-controlled pressure relief valves 222-A and 222-B are valves whose inputs and outputs by a spring are separated from each other at rest. On the input side means in this case that an input pressure between the input and output of the valve can be made against the spring tension.
  • the necessary pressure is given by the spring force.
  • Pre-controlled on the output side means that a pressure at the output supports the spring force and separates the connection between input and output.
  • a pressure at the control input Z1 or Z2 can establish a connection between input and output against the spring force at a lower pressure than would be necessary on the input side. This means that the valve can switch through for safety if the pressure on the input side becomes too high (shock).
  • the control lines 111 and 112 of Fig. 3 correspond to the control lines 211 and 212 in FIG Fig. 4 ,
  • the control lines 211 and 212 are connected to the control inputs Z1 and Z2 of the special pressure relief valves 222-B and 222-A.
  • the control lines 211 and 212 are connected at the other end via a shuttle valve 213 with a load pressure control circuit LS.
  • the load pressure control circuit LS is connected via a diaphragm 214 with the return line.
  • the two 2/2-way seat valves 210-A and 210-B are identical to the valves 110-A and 110-B in FIG Fig. 3 , Therefore, the valves 210-A and 210-B may assume the same states as set forth in Table 1.
  • valves 210-A and 210-B lock and the control lines 211 and 212 are depressurized. That is, the special pressure relief valves 222-A and 222-B are in a locked state and drainage of hydraulic fluid from the working lines A and B into the return line is not possible.
  • valves 210-A and 210-B are switched in the forward direction, ie the pressure in the pressure line P is to the two working chambers 10-A and 10-B in the double-acting cylinder 10, as well as to the special pressure relief valves 222nd -A and 222-B forwarded.
  • the special pressure relief valves 222-A and 222-B are unlocked in this state, so that hydraulic fluid can flow from the working lines A and B into the return line R.
  • hydraulic fluid can freely flow to and from the pressure chambers in the double-acting cylinder 10, ie, the piston rod 12 and the wheels connected thereto are freely movable.
  • the state bb is therefore a floating state.
  • valve 210-B When off , the valve 210-B is in the forward direction and the valve 210-A is in the reverse direction. As in Fig. 3 described, this corresponds to a movement of the piston rod 112 in the illustration shown here to the right.
  • valve 210-A In state ba , the valve 210-A is switched in the forward direction and the valve 210-B is locked. In this case, the piston rod 12 moves to the left, as in connection with Fig. 3 already described.
  • a peculiarity of this embodiment is that the load holding valves 220-A and 220-B consisting of the special pressure relief valves 222-A and 222-B in combination with the check valves 221-A and 221-B have a shock and Nachsaugefunktion.
  • a shock-like force is exerted on the piston rod 12 in the state aa , for example, by a blow to the piston rod 12 on the in the Fig.
  • the special pressure relief valve 222-B passes the shock pressure at the input via the dashed control line to an adjustment in the special pressure relief valves 222-B on, and when the pressure exceeds a predetermined construction-conditioned, ideally adjustable value, opens the special pressure relief valves 222-B and thus provides a pressure reduction in the working line A up to this predetermined value. Conversely, by the movement and pressure load of the piston rod 12 in the working line B, a negative pressure, so that the check valve 212-A opens. Thus, hydraulic fluid from the return line via the check valve 212-A in the pressure chamber of the double-acting cylinder 10 can be sucked.
  • a pump (not shown) which supplies the pressure line P with pressure can be controlled as a function of the load pressure. For example, in state aa (straight-ahead operation) no pressure supply is necessary.
  • the load pressure control line LS is depressurized and the pressure supply pump can be switched to a standby mode to save energy.
  • the residual pressure on the pressure line P is sufficient to increase the pressure in one of the control lines 211 and 212, respectively, when one of the valves 210-A or 210-B changes to the state b , so that the pressure-supplying pump is activated via the load pressure control line LS can be.
  • a pressure accumulator as in Fig. 5 shown is to connect.
  • Fig. 5 shows the hydraulic steering control apparatus 200 according to the Fig. 4 in which a pressure accumulator 240 is connected to the inlet of the 2/2-way seat valves 210-A and 210-B.
  • the pressure accumulator is separated from the pump via a check valve 250 so that no pressure is lost when the pump is stopped.
  • the elements of Fig. 5 that are identical to the elements of Fig. 4 are, have been provided with the same reference numerals and are therefore not further explained.
  • the pressure accumulator 240 allows a higher steering dynamics, since dead times in a load pressure-controlled system at startup of the pump play no role.
  • an emergency supply in the event of a fault for example in the event of failure of the pump, is achieved through the accumulator 240, so that the system remains steerable and can be put into a safe state.
  • the memory 240 By connecting the memory 240 to leak-free 2/2-way seat valves (210-A and 210-B) and the leak-free check valve 250, the memory in the inlet leak oil is integrated and the pressure in the accumulator 240 is maintained long.
  • the steering is immediately functional even after prolonged service life, even before the pump can build a pressure in the pressure line P.
  • each magnet can be controlled individually or even overlapping both magnets, because the two magnets are not mechanically coupled via the slide, as in the sliding valve according to the prior art. This results in a time gain because overriding a zero position is eliminated.
  • the poppet valves used in the present invention are leak-free in contrast to the poppet valves used in the prior art.
  • Another advantage is the gain of a fourth shift position. While in the slide valve of the prior art in the rest position either only a blocking position or a floating position can be realized, when using 2/2-way seat valves both the floating position and the blocking position can be realized in a circuit.
  • the blocking position is an important safety feature for some forklifts because then the steering angle does not change in the event of a fault. On the other hand, for example be useful when towing the floating state, wherein the steering angle adapts to a towing vehicle.

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Abstract

Hydraulische Lenksteuerungsvorrichtung zur Versorgung mindestens eines hydraulischen Aktuators (10) einer Lenkeinrichtung, die folgendes umfasst: eine erste steuerbare Einrichtung zur Zuführung von unter Druck stehender hydraulischer Flüssigkeit zu dem mindestens einen hydraulischen Aktuator (10); und eine zweite steuerbare Einrichtung zum Ablassen von hydraulischer Flüssigkeit aus dem mindestens einen hydraulischen Aktuator (10) wobei die erste steuerbare Einrichtung zwei 2/2-Wege-Sitzventile (110-A,110-B,210-A,210-B) umfasst, die so angeschlossen sind, dass sie einen ersten und zweiten Strömungsweg (A,B) zu dem mindestens einen hydraulischen Aktuator (10) für eine erste und zweite Lenkrichtung in Reaktion auf Lenksignale versorgen können, wobei durch die zweite steuerbare Einrichtung ein Abströmweg zum Ablassen von hydraulischer Flüssigkeit aus dem mindestens einen hydraulischen Aktuator (10) in eine Rücklaufleitung (R) unter Umgehung der zwei 2/2-Wege-Sitzventile (110-A,110-B,210-A,210-B) bereitgestellt wird.

Description

    Gebiet der Erfindung
  • Die Erfindung betrifft eine hydraulische Lenksteuervorrichtung gemäß des Oberbegriffs des Patentanspruchs 1.
    • Beschreibung des Standes der Technik
  • Hydraulische Lenksysteme zur Reduzierung der Kraft zur Betätigung des Lenkrades eines Kraftfahrzeugs sind in der Kraftfahrzeugtechnik weit verbreitet und unter der Bezeichnung Servolenkung allgemein bekannt. Diese klassische Servolenkung dient als hydraulische Kraftunterstützung der Lenkbewegung, um die Kraft zu reduzieren, die benötigt ist, um eine Bewegung des Lenkrads auf die Räder zu übertragen. Bei dieser Art von Lenkung besteht eine direkte mechanische Verbindung zwischen Lenkrad und Rädern.
  • Im Gegensatz dazu gibt es bei Nutzfahrzeugen, wie zum Beispiel Gabelstaplern, Schaufelladern, Traktoren, Mähdreschern etc., den Bedarf, die Lenkung in Form einer Joystick-Lenkung auszuführen, wobei der Joystick auch die Form eines Lenkrads annehmen kann. Von Bedeutung ist jedoch, dass bei dieser Art von Lenkung keine mechanische Kopplung zur Übertragung von Drehmoment zwischen Handsteuerung und Rad vorhanden ist. Zur Realisierung solcher Lenksysteme werden an einem Joystick oder einem Lenkrad elektrische Lenksignale generiert, die an eine Krafterzeugungseinheit weitergereicht werden, die dann die Kräfte für die Lenkbewegungen erzeugt und auf die Räder überträgt. Als Krafterzeugungs- und Übertragungseinheit werden oft hydraulische Systeme verwendet.
  • Die vorliegende Erfindung geht von einer solchen elektrisch ansteuerbaren hydraulischen Krafterzeugungs- und Übertragungseinheit aus. Fig. 1 zeigt eine hydraulische Lenksteuervorrichtung einer solchen hydraulischen Krafterzeugungs- und Übertragungseinrichtung gemäß des firmeninternen Stands der Technik des Anmelders. In Fig. 1 bezeichnet das Bezugszeichen 10 einen hydraulischen Aktuator, der das für die Lenkung erforderliche Bewegungsmoment erzeugt. Insbesondere wird in Fig. 1 ein doppelt wirkender Zylinder 10 schematisch dargestellt. Ein Kolben 10-C teilt den Innenraum des doppelt wirkenden Zylinders 10 in eine erste Arbeitskammer 10-A und eine zweite Arbeitskammer 10-B auf, die über Anschlussleitungen 13-A und 13-B mit einem hydraulischen System bestehend aus einer hydraulischen Lenksteuerung 20 und Versorgungseinheiten wie Pumpen, Drucksteuerungen, Reservoir etc. (nicht gezeigt) verbunden sind. Eine Kolbenbewegung im doppelt wirkenden Zylinder 10 wird auf eine Kolbenstange 12 übertragen, deren Lageposition durch einen Sensor 11 erfaßt wird.
  • In Fig. 1 bezeichnet das Bezugszeichen 21 ein 4/3-Wegeschieberventil, das auf einer Eingangsseite mit einer Druckleitung P und einer Rücklaufleitung R verbunden ist. Auf einer Ausgangsseite ist das 4/3-Wegeschieberventil 21 mit einer ersten Arbeitsleitung A und einer zweiten Arbeitsleitung B verbunden. Die Arbeitsleitungen A und B werden jeweils mit den Anschlussleitungen 13-A und 13-B des hydraulischen Aktuators 10 verbunden. Das 4/3-Wegeschieberventil 21 wird im Ruhezustand durch Federn 23a und 23b in einer Mittelstellung 0 gehalten, in der alle Anschlüsse gesperrt sind. Durch Magnete m1 und m2 wird der Schieber des 4/3-Wegeschieberventils in die Arbeitsstellung a bzw. b bewegt. Die Darstellung in Fig. 1 zeigt ein proportionales 4/3-Wegeschieberventil, was durch die Linien auf beiden Seiten des Ventilsymbols in Fig. 1 angedeutet ist, d.h. der Volumenstrom lässt sich durch die Elektromotoren m1 und m2 steuern.
  • In der Ruhestellung 0 sind alle Anschlüsse im Ventil blockiert und der Kolben 10-C bzw. die damit verbundene Kolbenstange 12 des hydraulischen Aktuators 10 hält seine Position. Wird die Spule m1 des 4/3-Wegeschieberventil 21 bestromt, schiebt sich der Schieberkolben des 4/3-Wegeschieberventils 21 in Richtung Stellung b. Da es sich um ein Proportionalventil handelt, verändert sich der Volumenstrom langsam. D.h. der maximal mögliche Volumenstrom wird bei maximaler Auslenkung des Schieberkolbens des 4/3-Wegeschieberventils erreicht. In der Stellung b ist die Druckleitung P mit der Arbeitsleitung B verbunden und die Arbeitsleitung A ist mit der Rückleitung R verbunden. In der Stellung b fließt hydraulische Flüssigkeit von der Pumpe (nicht gezeigt) über die Arbeitsleitung B und den Anschluss 13-B in die zweite Arbeitskammer 10-B des doppelt wirkenden Zylinders 10. Gleichzeitig wird aus der ersten Arbeitskammer 10-A des doppelt wirkenden Zylinders 10 Hydraulikflüssigkeit über die Anschluss 13-A und die Arbeitsleitung A in die Rücklaufleitung R und damit zurück ins Reservoir (nicht gezeigt) geschoben. Die Kolbenstange 12 bewegt sich in der in Fig. 1 gezeigten Darstellung nach rechts. Wird die Stromzufuhr zur Spule m1 unterbrochen, schiebt sich der Schieber des 4/3-Wegeventils aufgrund der Federspannung der Federn 23a und 23b zurück in die Nullstellung 0, und der Zulauf und Ablauf für die Hydraulikflüssigkeit für den doppelt wirkenden Zylinder 10 wird unterbrochen. Wird die Spule m2 bestromt, schiebt sich der Schieber des 4/3-Wegeschieberventils 21 in die Stellung a. In diesem Fall ist die Arbeitsleitung A mit der Druckleitung P verbunden und hydraulische Flüssigkeit wird von der Pumpe (nicht gezeigt) über die Druckleitung P, die Arbeitsleitung A und den Anschluss 13-A in die erste Druckkammer 10-A des doppelt wirkenden Zylinders 10 gedrückt. Gleichzeitig wird in der Stellung a die Arbeitsleitung B mit der Rücklaufleitung R verbunden, so dass hydraulische Flüssigkeit aus der zweiten Druckkammer 10-B des doppelt wirkenden Zylinders 10 über den Anschluss 13-B, die Arbeitsleitung B und die Rücklaufleitung R in das Reservoir zurückströmen kann. In der Stellung a bewegt sich also die Kolbenstange 12 in der in Fig. 1 gezeigten Darstellung nach links.
  • Fig. 2 zeigt eine Variante des in der Fig. 1 gezeigten Stands der Technik, bei der die hydraulische Lenksteuerung 30 um die Funktion einer integrierten Schock- und Nachsaugfunktion und einem integrierten Lastdruckabgriff für ein lastdruckgeregeltes Gesamtsystem erweitert wurde. In Fig. 2 sind die Komponenten des hydraulischen Aktuators 10, die das für die Lenkung erforderliche Bewegungsmoment erzeugen, identisch zu denen in Fig. 1 und werden deshalb nicht mehr einzeln beschrieben. Der Lastdruckabgriff in Fig. 2 wird in dem proportionalen 4/3-Wegeschieberventil 31 realisiert. Der Lastdruckabgriff wird in handelsüblichen Wegeventilen durch Kanalstrukturen im Gehäuse der Wegeventile realisiert. In dem 4/3-Wegeschieberventil 31 der Fig. 2 ist in der Stellung 0 die Lastdruckleitung LS mit der Rückleitung R über den Lastdruckabgriff 31-LS verbunden. In den Stellungen a und b ist die Lastdruckleitung LS über den Lastdruckabgriff 31-LS mit der jeweils unter Druck stehenden Arbeitsleitung A bzw. B verbunden. Dadurch wird ein Steuersignal bereitgestellt, bei dem eine Pumpe (nicht gezeigt) abgeschaltet werden kann, wenn sich das 4/3-Wegeschieberventil 31 in Ruhestellung 0 befindet.
  • Die restlichen Elemente des 4/3-Wegeschieberventils 31 der Fig. 2 sind analog zu dem 4/3-Wegeschieberventil 21 in der Fig. 1. Die Federn 33a und 33b entsprechen den Federn 23a und 23b in Fig. 1. Die Elektroantriebe mit den Spulen m1 und m2 in Fig. 2 sind analog zu den Elektroantrieben mit den Spulen m1 und m2 aus Fig. 1.
  • Fig. 2 zeigt weiterhin zwei Schock-/Nachsaugeinheiten 34A und 34B, die jeweils einer Arbeitsleitung A bzw. B zugeordnet sind. Die Schock-/Nachsaugeinheit 34A und 34B verbindet die Arbeitsleitung A bzw. B mit der Rücklaufleitung R unter Umgehung des 4/3-Wegeschieberventils 31. Jede Schock-/Nachsaugeinheit 34A und 34B besteht aus einem Druckbegrenzungsventil 34-2A bzw. 34-2B, das antiparallel zu einem federbelasteten Rückschlagventil 34-1A bzw. 34-1 B geschaltet ist. Das heißt, die Rückschlagventile 34-1A bzw. 34-1 B dienen der Umgehung der Druckbegrenzungsventile 34-2A bzw. 34-2B und erlauben einen freien Rückfluss von der Rücklaufleitung R zur Arbeitsleitung A bzw. B.
  • Im Fall einer Schockbelastung auf die Kolbenachse 12 eines doppelt wirkenden Zylinders 10 erhöht sich der Druck z. B. in der ersten Arbeitskammer 10-A des doppelt wirkenden Zylinders 10 und erzeugt einen Unterdruck in der zweiten Arbeitskammer 10-B des doppelt wirkenden Zylinders 10. Übersteigt der Druck in der ersten Arbeitskammer 10-A aufgrund der Schockbelastung einen durch das Druckfolgeventil 34-2A vorgegebenen Wert, der sich aus der Federspannung und den internen Druckflächen des Ventils ergibt, öffnet sich das Druckbegrenzungsventil 34-2A aufgrund der Vorsteuerung (gestrichelte Linie) und hydraulische Flüssigkeit kann über das Druckbegrenzungsventil 34-2A in die Rückleitung R abströmen. Gleichzeitig kann hydraulische Flüssigkeit von der Rücklaufleitung R über das federvorgespannte Rückschlagventil 34-1 B von der Rücklaufleitung R in die zweite Arbeitskammer 10-B des doppelt wirkenden Zylinders 10 nachgesaugt werden, so dass kein Vakuum entsteht.
  • Im Normalbetrieb arbeitet die hydraulische Lenksteuerung der Fig. 2 wie die hydraulische Lenksteuerung der Fig. 1.
  • Dem Stand der Technik gemäß der Fig. 1 und 2 ist gemeinsam, dass die Steuerung des Zuflusses und des Abflusses der hydraulischen Flüssigkeit zu und aus dem hydraulischen Aktuator gemeinsam durch ein 4/3-Wegeschieberventil realisiert wird. Das heißt, die funktionellen Einheiten der Zuflusssteuerung und Abflusssteuerung, auf die im Folgenden als erste und zweite steuerbare Einrichtung Bezug genommen wird, sind im beschriebenen Stand der Technik in dem 4/3-Wegeschieberventil kombiniert. Eine allgemein gültige Anforderung an hydraulische Lenksysteme ist, dass die Reaktionszeit zwischen Betätigung der Lenkung und tatsächliche Ausführung des Lenkvorgangs kurz sein muss. Beispielsweise ist bei Staplern eine Reaktionszeit der Lenkung von bis zu etwa 100 ms akzeptabel. Da solche Stapler häufig im Akkord benutzt werden und sehr wendig sein müssen, wird eine Reaktionszeit von 200 ms und mehr nicht mehr toleriert. Solche kurze Reaktionszeiten können mit Schiebern mit Proportionalmagneten an beiden Enden erzielt werden, wobei allerdings das Überfahren der Nullstellung bei einer Richtungsumkehr der Lenkung eine Zeitverzögerung bedeutet. Die Herstellung von geeigneten 4/3-Wegeschieberventilen mit einer Reaktionszeit von weniger als 100 ms und einer Volumenstrommenge von ca. 25 I/min ist jedoch aufwändig und teuer. Weiterhin stellt die bei Schieberventilen nicht vermeidbare Leckage einen Nachteil dar. Darüber hinaus erlaubt ein 4/3-Wegeschieberventil nur drei Schaltstellungen. Eine wahlweise hydraulische Blockierung des Zylinders oder eine aktive Schwimmstellung zusätzlich zu den Zuständen "Lenken nach Links" und "Lenken nach Rechts" ist nicht möglich, da in diesem Fall 4 Schaltstellungen nötig wären.
    • Zusammenfassung der Erfindung
  • Die vorliegende Erfindung wurde durchgeführt, um die obengenannten Mängel zumindest zum Teil zu beheben. Es ist deshalb einer Aufgabe der vorliegenden Erfindung, eine hydraulische Lenksteuerungsvorrichtung bereitzustellen, die kurze Reaktionszeiten von weniger als 100 ms aufweist, leckagefrei ist und die wahlweise eine hydraulische Blockierung als auch eine aktive Schwimmstellung der Lenkung erlaubt.
  • Die gestellte Aufgabe wird erfindungsgemäß mit den Merkmalen des Anspruchs 1 gelöst.
  • Ein entscheidender Unterschied zwischen den Lösungen des Stands der Technik und der vorliegenden Erfindung ist, dass die im Stand der Technik kombinierten funktionellen Einheiten der Zuflusssteuerung und Abflusssteuerung, bzw. der ersten und zweiten steuerbaren Einrichtung, funktionell aufgetrennt werden. Das 4/3-Wegeschieberventil des Stands der Technik wird dabei durch zwei 2/2-Wegesitzventile ersetzt, wodurch sich eine Aufteilung der Zuströmungswege und Abströmungswege zu dem hydraulischen Aktuator ergibt.
  • Da die zwei 2/2-Wegesitzventile leckagefrei sind, ist die hydraulische Lenksteuerungsvorrichtung gemäß der vorliegenden Erfindung wartungsärmer und energieeffizienter als die des Stands der Technik. Weiterhin muss bei Richtungswechsel der Lenkung keine Nullstellung überfahren werden, wodurch sich verbesserte Reaktionszeiten ergeben. Außerdem können die zwei 2/2-Wegesitzventile unabhängig voneinander und sogar überlappend angesteuert werden, weil die beiden Magneten nicht über den Schieber mechanisch gekoppelt sind. Daraus ergibt sich ein verbessertes dynamisches Verhalten der Lenksteuervorrichtung. Zusätzlich erlauben die beiden 2/2-Wegesitzventile vier mögliche Schaltstellungen, so dass folgende Steuerzustände realisierbar sind: a) Lenken nach Rechts; b) Lenken nach Links; c) hydraulische Blockierung der Lenkung; und d) Schwimmstellung.
  • Ein weiterer Vorteil der Verwendung von zwei 2/2-Wegesitzventilen ist, dass zur Bereitstellung der für die Lenkung notwendige Volumenstromsteuerung sowohl Proportionalventile als auch taktgesteuerte Schwarz-/Weißventile verwendet werden können. Dadurch kann je nach technischen und ökonomischen Anforderungen aus einem breiten Sortiment an verfügbaren 2/2-Wegesitzventilen ausgewählt werden.
  • Bei Verwendung von 2/2-Wegesitzventilen mit Proportionalmagneten gemäß einer Ausführungsform nach Anspruch 2 kann der Volumenstrom stufenlos geregelt werden. Die 2/2-Wegesitzventile sind einfache, funktionssichere und gegebenenfalls kostengünstige handelsübliche Ventile. Ein besonderer Vorteil dieser Ventile ist, dass ein sanfter Übergang bei Volumenstromänderungen stattfindet, d.h. es gibt keine abrupten Druckänderungen im System bei Veränderung des Volumenstroms. Dadurch werden Geräusche und Vibrationen klein gehalten.
  • Wenn die Anforderung an die Laufruhe und die Geräuschentwicklung geringer ist, kann alternativ dazu die Volumenstromregelung auch durch eine Taktsteuerung, zum Beispiel durch Pulsweitenmodulation (PWM-Modulation) eines Schwarz-/Weiß-2/2-Wegesitzventils gemäß einer Ausführungsform nach Anspruch 3 realisiert werden. Schwarz-/Weiß-Ventil bedeutet dabei, dass nur zwei Schaltstellungen möglich sind, und keine Zwischenpositionen realisiert werden. Die Volumenstromregelung erfolgt dann durch Steuerung des An-/Auszeitverhältnises des Schwarz-/Weiß-Magneten, der die Ventilstellung steuert. Der Vorteil solcher Schwarz-/Weißventile ist der einfachere mechanische Aufbau und damit eine kotengünstigere und dabei zuverlässige Mechanik.
  • In einer weiteren Ausführungsform gemäß Anspruch 4 können die zwei 2/2-Wegesitzventile vorgesteuerte Ventile sein, bei denen ein Öffnungsquerschnitt eines Strömungswegs z. B. durch eine Ventilnadel eines Vorsteuerventils gesteuert wird, die über eine spezielle Feder direkt vom Anker eines Proportionalmagneten bewegt wird. Durch die Vorsteuerung lassen sich schnellere und präziser steuerbare Ventile realisieren, was sich wiederum auf die Reaktionszeit und die Dynamik des Lenksystems auswirkt.
  • Gemäß Anspruch 5 wird in den ersten und den zweiten Strömungsweg stromabwärts zu den 2/2-Wegesitzventilen jeweils ein erstes Rückschlagventil angeordnet, das in Richtung 2/2-Wegesitzventil sperrt. Weiterhin sind Steuerleitungen der zweiten steuerbaren Einrichtung zum Ablassen von hydraulischer Flüssigkeit aus dem hydraulischen Aktuator jeweils zwischen dem 2/2-Wegesitzventil und dem ersten Rückschlagventil angeschlossen. Durch das erste Rückschlagventil wird der Abströmweg in die Rückleitung von dem ersten bzw. zweiten Strömungsweg abgetrennt. Durch die Steuerleitungen für die zweite steuerbare Einrichtung zum Ablassen von hydraulischer Flüssigkeit wird der Abströmweg ins Reservoir nur dann freigeben, wenn die komplementäre Zulaufleitung unter Druck steht. Weiterhin wird durch diese Verschaltung erreicht, dass die hydraulische Lenksteuervorrichtung einen Blockierzustand und einen Schwimmzustand einnehmen kann.
  • Gemäß Anspruch 6 ist die zweite steuerbare Einrichtung stromabwärts zu den ersten Rückschlagventilen an dem ersten Strömungsweg und dem zweiten Strömungsweg angeschlossen, so dass ein ungehindertes Abströmen von hydraulischer Flüssigkeit aus einer entsprechenden Arbeitskammer des hydraulischen Aktuators erlaubt wird.
  • Gemäß einer besonderen Ausführungsform nach Anspruch 7 sind die Steuerleitungen der zweiten steuerbaren Einrichtung über ein Wechselventil mit einer Lastdrucksteuerleitung verbunden. Dadurch wird die druckführende Steuerleitung mit einem Lastdrucksteuerkreis verbunden, so dass ein Druckanforderungssignal entstehen und weitergeleitet werden kann. Somit wird ein Signalpfad bereitgestellt, um eine Versorgungspumpe lastdruckabhängig zu steuern.
  • Gemäß einer weiteren Ausführungsform nach Anspruch 8 wird die Lastdrucksteuerleitung über eine Blende mit der Rücklaufleitung verbunden. Dadurch wird sichergestellt, dass sich der Druck in den Steuerleitungen der zweiten steuerbaren Einrichtung und in der Lastdrucksteuerleitung abbaut, wenn kein Lenkvorgang ausgeführt wird. Da in diesem Fall keine Druckversorgung durch den hydraulischen Aktuator nötig ist, kann er in dieser Zeit in Ruhezustand versetzt werden, wodurch Energie gespart wird. Weiterhin wird sichergestellt, dass sich die zweite steuerbare Einrichtung im gesperrten Ruhezustand befindet, wenn kein Lenkvorgang stattfindet.
  • In einer alternativen Ausführungsform dazu gemäß Anspruch 9 werden die Steuerleitungen der zweiten steuerbaren Einrichtung über jeweils eine Blende mit der Rücklaufleitung verbunden. Dadurch wird erreicht, dass sich der Druck in den Steuerleitungen abbaut, wenn kein Lenkvorgang durchgeführt wird, selbst wenn die Steuerleitungen nicht an einen Lastdrucksteuerkreis angeschlossen sind. Die hydraulische Lenksteuerungsvorrichtung wird dadurch in einen Bereitschaftszustand versetzt.
  • In einer Ausführungsform nach Anspruch 10 umfasst die zweite steuerbare Einrichtung zum Ablassen von hydraulischer Flüssigkeit aus dem hydraulischen Aktuator ein erstes und ein zweites hydraulisch entsperrbares Rückschlagventil, wobei das erste entsperrbare Rückschlagventil eine Fluidverbindung zwischen dem ersten Strömungsweg und einer Rücklaufleitung zum Reservoir sperrt, und wobei das zweite hydraulische entsperrbare Rückschlagventil eine Fluidverbindung zwischen dem zweiten Strömungsweg und der Rücklaufleitung zum Reservoir sperrt. Die Verwendung von zwei hydraulisch entsperrbaren Rückschlagventilen stellt eine einfache und kostengünstige Art der Realisierung der zweiten steuerbaren Einrichtung zum Ablassen von hydraulischer Flüssigkeit aus dem mindestens einen hydraulischen Aktuator dar, bei dem sich auch die Betriebszustände einer Schwimmstellung und einer Blockierstellung realisieren lassen. Vorzugsweise wird ein Rückschlagventil mit Federvorspannung verwendet, um die Betriebssicherheit zu erhöhen. Weiterhin erhält man durch die Verwendung von zwei unabhängig steuerbaren hydraulisch entsperrbaren Rückschlagventilen in Kombination mit zwei unabhängigen 2/2-Wegesitzventilen zwei getrennte und unabhängig steuerbare Ventilstufen für den ersten bzw. zweiten Strömungsweg, sowie getrennte und unabhängige Ventilstufen für Zu- und Abflusswege, wodurch eine höhere Dynamik erreichbar ist, da alle Ventile unabhängig voneinander schaltbar sind. Bei regelungstechnisch unterstützten Systemen lässt sich eine "Safe-state"-Funktion im Fehlerfall durch die unabhängige Ansteuerung der Ventilstufen für den ersten und zweiten Strömungsweg realisieren.
  • In einer alternativen Ausführungsform gemäß Anspruch 11 umfasst die zweite steuerbare Einrichtung zum Ablassen von hydraulischer Flüssigkeit aus dem mindestens einen hydraulischen Aktuator, ein erstes und ein zweites hydraulisch entsperrbares Lasthalteventil, wobei das erste hydraulisch entsperrbare Lasthalteventil eine Fluidverbindung zwischen dem ersten Strömungsweg und einer Rücklaufleitung zum Reservoir sperrt, und wobei das zweite hydraulisch entsperrbare Lasthalteventil eine Fluidverbindung zwischen dem zweiten Strömungsweg und der Rücklaufleitung zum Reservoir sperrt. In dieser Ausführungsform wurden die hydraulisch entsperrbaren Rückschlagventile der vorher beschriebenen Ausführungsform durch hydraulisch entsperrbare Lasthalteventile ersetzt. Dadurch wird der vorher beschriebenen Funktionalität eine Schock- und Nachsaugfunktion hinzugefügt. D.h. bei einer Schockbelastung, beispielsweise durch einen Stoß auf die Antriebsräder, der sich auf den hydraulischen Aktuator, zum Beispiel einen doppelt wirkenden Zylinder, gegensinnig angeordneten Differentialzylindern oder hydraulischen Motoren, fortpflanzt, entsteht in einer Arbeitskammer ein schock- oder impulsartiger Überdruck und in einer komplementären Arbeitskammer entsteht gleichzeitig ein Unterdruck. Überschreitet der Überdruck einen von dem Lasthalteventil vorgegebenen Wert, öffnet das Lasthalteventil einen Strömungsweg in Richtung Rückleitung, um Druck abzuleiten und Hydraulikkomponenten zu schützen.
  • Weiterhin wird über ein in jedem Lasthalteventil integriertes zweites Rückschlagventil ein Strömungsweg zwischen der Rückleitung und der unter Unterdruck stehenden komplementären Arbeitskammer freigegeben. Dadurch wird eine Nachsaugfunktion integriert. D.h. bei einer Schockbelastung des hydraulischen Verbrauchers, bei dem in einem ersten Strömungsweg ein Überdruck entsteht, entsteht automatisch in dem zweiten Strömungsweg ein Unterdruck. Dabei wird der Überdruck über das Lasthalteventil in den Rücklauf abgeleitet und der Unterdruck wird durch ein Nachsaugen durch das Rückschlagventil ausgeglichen.
  • Daneben werden die gleichen Vorteile erreicht, wie vorher im Zusammenhang mit dem Rückschlagventil beschrieben wurden.
  • In einer Ausführungsform gemäß des Anspruches 12 sind die zwei 2/2-Wegesitzventile elektrisch betätigbare Ventile. Dadurch wird die hydraulische Lenksteuervorrichtung in weit verbreiteten elektrohydraulischen Lenksystemen verwendbar.
  • In einer weiteren Ausführungsform gemäß des Anspruchs 13 ist auf der Eingangsseite der zwei 2/2-Wegesitzventile ein Druckspeicher angeschlossen, der durch ein drittes Rückschlagventil von der Druckversorgung (Pumpe) abgetrennt ist. Dadurch wird eine Notversorgung im Fehlerfall bereitgestellt, so dass zum Beispiel bei Ausfall der Pumpe das Fahrzeug lenkbar bleibt. Auch bei einer Lastdruckregelung der Pumpe kann eine höhere Dynamik erzielt werden, da Totzeiten beim Hochfahren der Pumpe überbrückt werden können. Da die Ventile lecköldicht sind, erhöht sich die Effizienz eines Druckspeichers, da keine Druckverluste durch Leckagen entstehen. Optional können an dem Druckspeichersystem zusätzliche Systemkomponenten angeschlossen werden, wie zum Beispiel Zulauf-/Umlaufdruckwagen, Prioritätsschaltungen und LS-Systemdruckabsicherungen. Diese zusätzlichen Systemkomponenten dienen dazu, das Lenksystem ausfallsicherer zu machen und unabhängiger von Druckschwankungen aufgrund von internen Systemstörungen (zum Beispiel Pumpenstörungen) oder äußeren Einwirkungen (zum Beispiel auf den hydraulischen Aktuator). Die zusätzlichen Systemkomponenten können deshalb der Druckregelung mit zwei unabhängigen Druckquellen (Pumpe, Druckspeicher) dienen.
    • Kurze Beschreibung der Figuren
  • Im Folgenden werden anhand der Zeichnungen Ausführungsformen des Erfindungsgegenstands im Vergleich zum Stand der Technik erläutert. Es zeigen:
    • Fig. 1 ein Blockschaltbild einer hydraulischen Lenksteuervorrichtung gemäß dem Stand der Technik;
    • Fig. 2 ein Blockschaltbild einer erweiterten Ausführung einer hydraulischen Lenksteuervorrichtung gemäß dem Stand der Technik, die zusätzlich eine Schock- und Nachsaugefunktion bereitstellt;
    • Fig. 3 eine hydraulische Lenksteuerungsvorrichtung gemäß einer ersten Ausführungsform der vorliegenden Erfindung;
    • Fig. 4 ein Blockschaltbild einer zweiten Ausführungsform einer hydraulischen Lenksteuervorrichtung gemäß der vorliegenden Erfindung; und
    • Fig. 5 ein Blockschaltbild einer dritten Ausführungsform einer hydraulischen Lenksteuervorrichtung gemäß der vorliegenden Erfindung.
    Ausführliche Beschreibung von Ausführungsformen
  • Die in Fig. 3 gezeigte erste Ausführungsform der vorliegenden Erfindung zeigt mit dem Bezugszeichen 10 einen für eine Lenkung vorgesehenen hydraulischen Aktuator. In der Darstellung der Fig. 3 wird beispielhaft ein doppelt wirkender Zylinder gezeigt, wie er bereits mit den Figuren 1 und 2 beschrieben wurde. Der Innenraum des doppelt wirkenden Zylinders 10 wird durch einen Kolben 10-C in eine erste Arbeitskammer 10-A und eine zweite Arbeitskammer 10-B aufgeteilt, in die über Anschlüsse 13-A und 13-B Hydraulikflüssigkeit fließen kann. Der Kolben 10-C im Inneren des doppelt wirkenden Zylinders 10 kann aufgrund eines Druckunterschieds in den zueinander komplementären Arbeitskammern bewegt werden. Eine Kolbenstange 12, die mit dem Kolben 10-C im Zylinder 10 verbunden ist, überträgt die Bewegungskräfte auf ein Lenkritzel (nicht gezeigt). Fig. 3 zeigt als besondere Ausführungsform einen doppelt wirkenden Zylinder mit gleich großen Beaufschlagungsflächen. Dies wird realisiert durch eine Kolbenstange, die durch den gesamten Zylinder läuft und an beiden Enden aus dem Zylinder austritt. Dadurch entstehen gleich große druckwirksame Flächen auf beiden Seiten des Kolbens im Inneren des doppelt wirkenden Zylinders, wodurch sich gleiche Geschwindigkeiten der Kolbenstange 12 in beide Richtungen bei gleichen Druckdifferenzen ergeben. Bei unterschiedlichen Beaufschlagungsflächen würden sich unterschiedliche Geschwindigkeiten für die beiden Bewegungsrichtungen der Kolbenstange 12 ergeben, wenn die gleiche Druckdifferenz in den beiden Druckkammern verwendet werden. Dies ließe sich jedoch durch eine individuelle geschwindigkeitsabhängige Drucksteuerung für die beiden Druckkammern in dem doppelt wirkenden Zylinder 10 kompensieren. Ein Sensor an der Kolbenstange 12 erfaßt die Lageposition der Kolbenstange 12.
  • Obwohl in den Fig. 1 bis 5 ein doppelt wirkender Zylinder mit gleich großen Beaufschlagungsflächen gezeigt wird, sind auch andere hydraulische Aktuatoren verwendbar. Zum Beispiel können auch doppelt wirkende Zylinder mit ungleichen Beaufschlagungsflächen bei gleichzeitiger geschwindigkeitsabhängiger Druckregelung für die beiden Bewegungsrichtungen, gegensinnig angeordnete Differentialzylinder oder hydraulische Motoren, wie zum Beispiel Orbitmotor, Rollflügelmotor der Sperrflügelmotor, verwendet werden. Das von dem hydraulischen Aktuator erzeugte Bewegungsmoment wird dann zum Beispiel über ein Lenkritzel auf eine Lenkmechanik an den Rädern des Fahrzeugs übertragen.
  • An den Anschlüssen 13-A und 13-B des hydraulischen Aktuators 10 werden die Arbeitsleitungen A und B der hydraulischen Lenksteuervorrichtung 100 angeschlossen. Der Zufluss der Strömungswege A bzw. B (erster Strömungsweg A bzw. zweiter Strömungsweg B) wird jeweils durch ein 2/2-Wegesitzventil 110-A bzw. 110-B gesteuert. Der Abfluss von den Strömungswegen A bzw. B wird durch ein hydraulisch entsperrbares Rückschlagventil mit Federvorspannung 120-A bzw. 120-B gesteuert. Jeder der Strömungswege A und B weist eine Verzweigung 131-A und 131-B auf, an der sich der jeweilige Strömungsweg in einen Zuströmungsweg und einen Abströmungsweg aufzweigt. Ein erstes Rückschlagventil 130-A bzw. 130-B ist jeweils in dem Strömungsweg zwischen der Abzweigung 131-A bzw. 131-B und einem 2/2-Wegesitzventil 110-A bzw. 110-B angeordnet und verhindert einen Rückfluss hydraulischer Flüssigkeit in den Zuströmungsweg in Richtung Druckleitung P. Das 2/2-Wegesitzventil 110-A bzw. 110-B steuert den Mengenfluß von unter Druck stehender Hydraulikflüssigkeit aus der Druckleitung P in Richtung des ersten Rückschlagventils 130-A bzw. 130-B, das in Richtung hydraulischer Aktuator durchlässig ist, zum hydraulischen Aktuator 10.
  • Das in Fig. 3 dargestellte 2/2-Wegesitzventil 110-A bzw. 110-B ist als elektrisch gesteuertes Proportionalventil mit den Stellung a und b dargestellt. In der Stellung a ist der Durchgang von der Druckleitung P zur Arbeitsleitung A bzw. B gesperrt. In der Stellung b ist das Ventil 110-A bzw. 110-B durchgängig. Eine Feder hält das Ventil 110-A bzw. 110-B in Ruhestellung in der Stellung a. Wird die Spule z. B. des Elektromagneten m1 bestromt, bewegt sich das Ventil 110-B von der Stellung a in die Stellung b. Je nach eingeprägter Stromstärke öffnet das Ventil 110-B den Strömungsweg zwischen der Druckleitung P und der Arbeitsleitung B. Analoges gilt für den Magneten m2 des 2/2-Wegesitzventils 110-A im Hinblick auf den Strömungsweg A.
  • Eine Vielzahl von Varianten für solche 2/2-Wegesitzventile werden zum Beispiel standardmäßig von HAWE Hydraulik SE angeboten, zum Beispiel als 2/2-Wege-Einschraub-Sitzventile Typ EM oder EMP. Diese Art von zwei 2/2-Wegemagnetventilen ist als Kegelsitzventil mit direkter oder indirekter Betätigung ausgebildet. Bei der direkt betätigten Ausführung öffnet und schließt ein Kegelstift den Ventildurchgang unmittelbar. Bei den indirekt betätigten Varianten wird die Vorsteuerbohrung beispielsweise eines Stufenkolbens geöffnet oder geschlossen. Ein entstehender Druckunterschied an den gegenüberliegenden Stirnflächen des Stufenkolbens verursacht die Schaltkräfte zum Öffnen und Schließen. Bei dem TYP EMP der Ventilreihe von HAWE Hydraulik SE kann der Volumenstrom proportional gedrosselt werden. In geschlossener Stellung ist das Ventil leckölfrei dicht.
  • Zur Volumenstromregelung kann sowohl die proportional drosselbare Version als auch das reine Schaltventil verwendet werden. Im Fall eines reinen Schaltventils (Schwarz-/Weißventil) kann der Volumenstrom durch Taktregelung eingestellt werden. Die dafür benötigte etwas einfachere mechanische Ventilkonstruktion wird dabei durch eine etwas kompliziertere Ventilsteuerung ersetzt.
  • Eine Variante eines vorgesteuerten 2/2-Wegesitzventils, das hier verwendet werden kann, wird in der EP-A 0 873 275 gezeigt. In dieser Ventilvariante wird eine Ventilnadel für ein Vorsteuerventil über eine spezielle Feder direkt vom Anker eines Portionalmagneten gesteuert. Der Magnet ist in der Lage, in Abhängigkeit von seiner Strombeaufschlagung, exakt vorherbestimmbare und exakt reproduzierbare Öffnungsstellungen des Vorsteuerventils einzustellen, an die sich das Hauptschließelement selbsttätig regelnd mit Spielbewegungen anpasst. Das Hauptschließelement im Ventilsitz weist spezielle Mengenregelungsmerkmale wie zum Beispiel Fortsätze oder Steuerkerben auf.
  • Dieses proportionale 2/2-Wegesitzventil kann jedoch zu einem reinen Schwarz/Weißventil modifiziert werden. In diesem Fall besäße das Hauptschließelement keine speziellen Mengenregelungsmerkmale, sondern kann als Konus oder Kugel als Sitzfläche des Hauptventils ausgebildet werden. Eine Vorsteuerung kann eventuell die Ansprechzeiten des Ventils verkürzen und die Präzision der Mengenregelfunktion verbessern. Weiterhin ist es auch möglich, das Hauptschließelement im Ventilsitz mit Mengenregelungsmerkmalen auszustatten, die eine sehr steile Schaltkennlinie aufweist, im Gegensatz zu einer relativ flachen Kennlinie im Fall eines Proportionalventils. Dadurch ist zwar keine analoge Mengenflußregelung möglich, der Schaltübergang erfolgt jedoch "weicher", so dass die Hydraulikkomponenten nicht so stark abrupte Schaltübergänge belastet werden.
  • Zur Steuerung des Rücklaufs werden hydraulisch entsperrbare Rückschlagventile 120-A bzw. 120-B mit Federvorspannung verwendet, die jeweils an der Abzweigung 131-A bzw. 131-B der Arbeitsleitungen A bzw. B angeschlossen sind, und durch die ein Abströmweg von der Arbeitsleitung A bzw. B in eine Rücklaufleitung R bereitgestellt wird. Um einen ungehinderten Abfluss in die Rücklaufleitung R zu verhindern ist das federvorgespannte Sperrventil 120-A bzw. 120-B so angeordnet, dass es Richtung Rücklaufleitung R sperrt. Um den Abströmweg von der Arbeitsleitung A bzw. B in die Rücklaufleitung R freizugeben, können die Rückschlagventile 120-A bzw. 120-B über die Steuerleitungen 111 bzw. 112 entsperrt werden. Dabei ist ein Steuereingang des Rückschlagventils 120-B, das für den Rücklauf aus der Arbeitleitung B vorgesehen ist, über die Steuerleitung 112 mit der Arbeitsleitung A zwischen dem 2/2-Wegesitzventil 110-A und dem Rückschlagventil 130-A angeschlossen. Umgekehrt ist ein Steuereingang des federvorgespannten Rückschlagventils 120-A, das für den Rücklauf aus der Arbeitsleitung A vorgesehen ist, über die Steuerleitung 111 mit der Arbeitsleitung B zwischen dem 2/2-Wegesitzventil 110-B und dem Rückschlagventil 130-B angeschlossen. Zwischen den Steuerleitungen 111 bzw. 112 und der Rücklaufleitung R ist jeweils eine Blende 113 eingesetzt, damit im Ruhezustand der Druck absinken kann und die Rückschlagventile 120-A bzw. 120-B in den gesperrten Normalzustand übergehen können.
  • Im Betrieb wird in einer neutralen Lenkstellung, d.h. in einer Lenkstellung für einen Geradeauslauf, kein Lenksignal generiert und die Spulen der Magnete m1 und m2 werden nicht bestromt. In diesem Fall befinden sich die 2/2-Wegesitzventile 110-A bzw. 110-B in der Stellung a. D.h. die Arbeitsleitungen A bzw. B sind von der Druckversorgung abgetrennt. Die Steuerleitungen 111 und 112 sind drucklos und die federvorgespannten Rückschlagventile 120-A und 120-B befinden sich im gesperrten Normalzustand. D.h. aus den Druckkammern des doppelt wirkenden Zylinders 10 kann keine hydraulische Flüssigkeit abfließen und auch nicht zufließen. Die Kolbenstange 12 bleibt in der momentanen Position. Bei einer Lenkbewegung, zum Beispiel nach rechts, wird in einem Signalgeber in einer Lenkeinheit (nicht gezeigt) ein Signal erzeugt, so dass zum Beispiel die Spule des Magneten m1 des Ventils 110-B bestromt wird, um das Ventil 110-B von der Stellung a in die Stellung b zu bringen. Proportional zum Lenkausschlag wird ein Strom erzeugt, so dass das Ventil 110-B einen Strömungsweg mit einer Querschnittsöffnung proportional zum Lenkausschlag zwischen der Druckleitung P und der Arbeitsleitung B öffnet. Gleichzeitig wird die Steuerleitung 111 unter Druck gesetzt und entsperrt das federvorgespannte Rückschlagventil 120-A, so dass sich ein Strömungsweg zwischen der Arbeitsleitung A und der Rückleitung R öffnet. Hydraulische Flüssigkeit kann von der Druckleitung P durch das 2/2-Wegesitzventil 110-B, durch das in Durchlaßrichtung geschaltete Rückschlagventil 130-B über den Anschluss 13-B in die zweite Arbeitskammer 10-B des doppelt wirkenden Zylinders 10 strömen. Gleichzeitig kann aus der ersten Arbeitskammer 10-A des doppelt wirkenden Zylinders 10 hydraulische Flüssigkeit über den Anschluss 13-A durch das entsperrte federvorgespannte Rückschlagventil 120-A in die Rücklaufleitung R und ins Reservoir abfließen. Das in Sperrichtung geschaltete Rückschlagventil 130-A verhindert einen Abfluss über das 2/2-Wegesitzventil 110-A. Die Kolbenstange 12 bewegt sich in diesem Fall in der in Fig. 3 gezeigten Darstellung nach rechts. Die Bewegungsgeschwindigkeit der Kolbenstange 12 hängt von der Stellung des 2/2-Wegesitzventils 110-B ab.
  • Bei einer Lenkbewegung in Gegenrichtung wird die Stromzufuhr in die Spule des Magneten m1 unterbrochen, und dem Magneten m2 wird abhängig vom Lenkausschlag Strom zugeführt. D.h. das 2/2-Wegesitzventil 110-B kehrt in die Ruhestellung a zurück und das 2/2-Wegesitzventil 110-A bewegt sich in den Zustand b und gibt abhängig vom Lenkausschlag einen Strömungsweg mit einem Strömungsquerschnitt proportional zum Lenkausschlag zwischen der Druckleitung P und der Arbeitsleitung A frei. Gleichzeitig wird die Steuerleitung 112 unter Druck gesetzt und das Rückschlagventil 120-B wird entsperrt.
  • Hydraulische Flüssigkeit kann in die erste Arbeitskammer 10-A des doppelt wirkenden Ventils 10 zuströmen und aus der zweiten Arbeitskammer 10-B über das entsperrte Rückschlagventil 120-B in die Rücklaufleitung R abfließen. Die Kolbenstange 12 bewegt sich in der in Fig. 3 gezeigten Darstellung nach links.
  • Die hydraulische Lenksteuervorrichtung 100 kann gemäß der Tabelle 1 vier Zustände einnehmen. Tabelle 1
    Blockieren Schwimmen Links Rechts
    Stellung 110-A a b b a
    Stellung 110-B a b a b
  • Im Ruhezustand befinden sich beide 2/2-Wegesitzventile 110-A und 110-B im Zustand a. Dieser Zustand wird im Folgenden als erster Zustand aa bezeichnet. Dies entspricht einem Blockierzustand, da keine hydraulische Flüssigkeit in die Druckkammern des beidseitig wirkenden Zylinders 10 zu- oder abfließen kann. Befindet sich das Ventil 110-B im Zustand b und das Ventil 110-A im Zustand a, bewegt sich Kolbenstange 12 nach rechts (zweiter Zustand ab). Befindet das Ventil 110-A im Zustand b und das Ventil 110-B im Zustand a, bewegt sich die Kolbenstange 12 nach links (dritter Zustand ba). Als vierter Zustand ist es auch denkbar, dass beide Ventile 110-A und 110-B zum Beispiel über eine getrennte Schaltvorrichtung (nicht gezeigt) in den Zustand b geschaltet werden (vierter Zustand bb). In diesem Fall sind beide Steuerleitungen 111 und 112 unter Druck und öffnen die Rückschlagventile 120-A und 120-B. Dadurch kann hydraulische Flüssigkeit frei in die Druckkammern des doppelt wirkenden Zylinders 10 zu- und abfließen. D.h. die hydraulische Lenksteuervorrichtung befindet sich in einem Schwimmzustand.
  • In einer weitergeführten Ausführungsform gemäß der Fig. 4 wird der hydraulischen Lenksteuervorrichtung 100 der Fig. 3 eine Schock- und Nachsaugfunktion hinzugefügt. Fig. 4 zeigt eine hydraulische Lenksteuervorrichtung 200, bei der das hydraulisch entsperrbare federvorgespannte Rückschlagventil 120-A bzw. 120-B der Fig. 3 durch jeweils ein Lasthalteventil 220-A bzw. 220-B ersetzt wurde. Die Lasthalteventile 220-A bzw. 220-B setzen sich zusammen aus jeweils einem speziellen eingangsseitig und ausgangsseitig vorgesteuertem Druckbegrenzungsventil 222-A und 222-B, das sich über einen zusätzlichen Steuereingang Z1 bzw. Z2 entsperren lässt, und einem antiparallel dazu geschalteten Rückschlagventil 221-A und 221-B. Antiparallel bedeutet dabei, das die Durchlaßrichtungen der Ventile 221-A (bzw. 221-B) und 222-A (bzw. 222-B) in entgegengesetzter Richtung sind. Die Rückschlagventile 221-A und 221-B sind dabei so angeschlossen, dass der Strömungsweg von der Rücklaufleitung R zur jeweiligen Arbeitsleitung A bzw. B offen ist, d. h. die Rückschlagventile erlauben ein Nachsaugen von hydraulischer Flüssigkeit im Fall eines Unterdrucks in einer Arbeitskammer eines hydraulischen Aktuators. Die speziellen eingangsseitig und ausgangsseitig vorgesteuerten Druckbegrenzungsventile 222-A und 222-B sind Ventile, deren Ein- und Ausgänge durch eine Feder im Ruhezustand voneinander getrennt sind. Eingangsseitig bedeutet in diesem Fall, dass durch einen Eingangsdruck eine Verbindung zwischen Eingang und Ausgang des Ventils gegen die Federspannung hergestellt werden kann. Der nötige Druck wird durch die Federkraft vorgegeben. Ausgangsseitig vorgesteuert bedeutet, dass ein Druck am Ausgang die Federkraft unterstützt und die Verbindung zwischen Eingang und Ausgang trennt. Ein Druck am Steuereingang Z1 bzw. Z2 kann eine Verbindung zwischen Ein- und Ausgang gegen die Federkraft bei einem niedrigeren Druck herstellen, als er am eingangsseitig nötig wäre. D. h., das Ventil kann zur Sicherheit durchschalten, wenn eingangsseitig der Druck zu Hoch wird (Schock).
  • Die Steuerleitungen 111 und 112 der Fig. 3 entsprechen den Steuerleitungen 211 und 212 in Fig. 4. Die Steuerleitungen 211 bzw. 212 sind mit den Steuereingängen Z1 bzw. Z2 der speziellen Druckbegrenzungsventile 222-B bzw. 222-A verbunden. Die Steuerleitungen 211 und 212 sind am anderen Ende über ein Wechselventil 213 mit einem Lastdrucksteuerkreis LS verbunden. Der Lastdrucksteuerkreis LS ist über eine Blende 214 mit der Rücklaufleitung verbunden. Die zwei 2/2-Wegesitzventile 210-A und 210-B sind identisch zu den Ventilen 110-A und 110-B in Fig. 3. Deshalb können die Ventile 210-A und 210-B dieselben Zustände annehmen wie in Tabelle 1 ausgeführt. Im Zustand aa sperren die Ventile 210-A und 210-B und die Steuerleitungen 211 und 212 sind drucklos. D.h. die speziellen Druckbegrenzungsventile 222-A und 222-B befinden sich in einem gesperrten Zustand und ein Abfluss von hydraulischer Flüssigkeit aus den Arbeitsleitungen A und B in die Rücklaufleitung ist nicht möglich. In einem Zustand bb sind die Ventile 210-A und 210-B in Durchlaßrichtung geschaltet, d.h. der Druck in der Druckleitung P wird an die beiden Arbeitskammern 10-A und 10-B in dem doppelt wirkenden Zylinder 10, sowie an die speziellen Druckbegrenzungsventile 222-A und 222-B weitergeleitet. Die speziellen Druckbegrenzungsventile 222-A und 222-B sind in diesem Zustand entriegelt, so dass hydraulische Flüssigkeit von den Arbeitsleitungen A und B in die Rücklaufleitung R fließen kann. Damit kann hydraulische Flüssigkeit ungehindert den Druckkammern im doppelt wirkenden Zylinder 10 zu- und abgeführt werden, d.h. die Kolbenstange 12 und die damit verbundenen Räder sind frei beweglich. Der Zustand bb ist deshalb ein Schwimmzustand.
  • Im Zustand ab ist das Ventil 210-B in Durchlaßrichtung geschaltet und das Ventil 210-A in Sperrichtung. Wie bei Fig. 3 beschrieben, entspricht dies einer Bewegung der Kolbenstange 112 in der hier gezeigten Darstellung nach rechts. Im Zustand ba ist das Ventil 210-A in Durchlaßrichtung geschaltet und das Ventil 210-B ist gesperrt. In diesem Fall bewegt sich die Kolbenstange 12 nach links, wie in Verbindung mit Fig. 3 bereits beschrieben wurde.
  • Eine Besonderheit dieser Ausführungsform ist, dass die Lasthalteventile 220-A und 220-B bestehend aus den speziellen Druckbegrenzungsventilen 222-A und 222-B in Kombination mit den Rückschlagventilen 221-A und 221-B eine Schock- und Nachsaugefunktion aufweisen. Wird beispielsweise im Zustand aa eine schockartige Kraft auf die Kolbentange 12 ausgeübt, beispielsweise durch einen Schlag auf die Kolbenstange 12 auf der in der Fig. 4 gezeigten rechten Seite der Kolbenstange 12, erhöht sich der Druck schockartig in der Arbeitsleitung A. Das spezielle Druckbegrenzungsventil 222-B leitet den schockartigen Druck am Eingang über die gestrichelt gezeichnete Steuerleitung an ein Verstellelement in dem speziellen Druckbegrenzungsventilen 222-B weiter, und wenn der Druck einen vorbestimmten baubedingten, idealerweise verstellbaren Wert überschreitet, öffnet das speziellen Druckbegrenzungsventilen 222-B und sorgt so für eine Druckminderung in der Arbeitsleitung A bis zu diesem vorbestimmten Wert. Umgekehrt entsteht durch die Bewegung und Druckbelastung der Kolbenstange 12 in der Arbeitsleitung B ein Unterdruck, so dass sich das Rückschlagventil 212-A öffnet. Somit kann hydraulische Flüssigkeit aus der Rücklaufleitung über das Rückschlagventil 212-A in die Druckkammer des beidseitig wirkenden Zylinders 10 nachgesaugt werden.
  • Durch den Anschluss der Steuerleitungen 211 bzw. 212 an eine Lastdrucksteuerleitung LS lässt sich eine Pumpe (nicht gezeigt), die die Druckleitung P mit Druck versorgt, lastdruckabhängig steuern. Zum Beispiel ist im Zustand aa (Geradeauslauf) keine Druckversorgung nötig. Die Lastdrucksteuerleitung LS ist drucklos und die Druckversorgungspumpe kann zum Energiesparen in einen Standby-Modus geschaltet werden. Der Restdruck auf der Druckleitung P reicht aus, den Druck in einer der Steuerleitungen 211 bzw. 212 zu erhöhen, wenn eines der Ventile 210-A bzw. 210-B in den Zustand b wechselt, so dass die druckversorgende Pumpe über die Lastdrucksteuerleitung LS aktiviert werden kann.
  • Um Totzeiten für das Hochfahren der Pumpe zu verringern, ist es vorteilhaft, einen Druckspeicher, wie in Fig. 5 gezeigt ist, anzuschließen. Fig. 5 zeigt die hydraulische Lenksteuervorrichtung 200 gemäß der Fig. 4, bei der ein Druckspeicher 240 am Eingang der 2/2-Wegesitzventile 210-A bzw. 210-B angeschlossen ist. Der Druckspeicher ist über ein Rückschlagventil 250 von der Pumpe getrennt, so dass bei Stillstand der Pumpe kein Druck verloren geht. Die Elemente der Fig. 5, die identisch zu den Elementen der Fig. 4 sind, wurden mit den gleichen Bezugszeichen versehen und werden deshalb nicht weiter erläutert. Der Druckspeicher 240 erlaubt eine höhere Lenkdynamik, da Totzeiten in einem lastdruckkreisgeregelten System beim Hochfahren der Pumpe keine Rolle spielen. Weiterhin erreicht man durch den Druckspeicher 240 eine Notversorgung im Fehlerfall, zum Beispiel bei Ausfall der Pumpe, so dass das System lenkbar bleibt und in einen sicheren Zustand versetzt werden kann. Durch den Anschluss des Speichers 240 an leckölfreie 2/2-Wegesitzventile (210-A und 210-B) sowie das leckagefreien Rückschlagsitzventil 250 ist der Speicher im Zulauf leckölfrei integriert und der Druck im Druckspeicher 240 bleibt lange erhalten. Zum Beispiel ist die Lenkung selbst nach längeren Standzeiten sofort funktionstüchtig, noch bevor die Pumpe einen Druck in der Druckleitung P aufbauen kann.
  • In einer so gestalteten hydraulischen Lenksteuervorrichtung kann jeder Magnet individuell bzw. beide Magnete sogar überlappend angesteuert werden, weil die beiden Magnete nicht über den Schieber, wie im Schieberventil gemäß dem Stand der Technik, mechanisch gekoppelt sind. Dadurch ergibt sich ein Zeitgewinn, weil das Überfahren einer Nullstellung entfällt. Die in der vorliegenden Erfindung verwendeten Sitzventile sind leckagefrei im Gegensatz zu den im Stand der Technik verwendeten Schieberventilen. Ein weiterer Vorteil ist der Gewinn einer vierten Schaltstellung. Während im Schieberventil des Stands der Technik in der Ruhestellung entweder nur eine Blockierstellung oder eine Schwimmstellung realisierbar ist, lässt sich bei der Verwendung von 2/2-Wegesitzventilen sowohl die Schwimmstellung als auch die Blockierstellung in einer Schaltung realisieren. Die Blockierstellung ist für manche Stapler ein wichtiges Sicherheitsmerkmal, weil sich dann in einem Störungsfall der Lenkeinschlag nicht verändert. Auf der anderen Seite kann zum Beispiel beim Abschleppen der Schwimmzustand nützlich sein, wobei sich der Lenkeinschlag einem Zugfahrzeug anpasst.

Claims (13)

  1. Hydraulische Lenksteuerungsvorrichtung zur Versorgung mindestens eines hydraulischen Aktuators (10) einer Lenkeinrichtung, die folgendes umfasst:
    eine erste steuerbare Einrichtung zur Zuführung von unter Druck stehender hydraulischer Flüssigkeit zu dem mindestens einen hydraulischen Aktuator (10); und
    eine zweite steuerbare Einrichtung zum Ablassen von hydraulischer Flüssigkeit aus dem mindestens einen hydraulischen Aktuator (10);
    dadurch gekennzeichnet, dass
    die erste steuerbare Einrichtung zwei 2/2-Wege-Sitzventile (110-A, 110-B, 210-A, 210-B) umfasst, die so angeschlossen sind, dass sie einen ersten und zweiten Strömungsweg (A, B) zu dem mindestens einen hydraulischen Aktuator (10) für eine erste und zweite Lenkrichtung in Reaktion auf Lenksignale versorgen können,
    wobei durch die zweite steuerbare Einrichtung zum Ablassen von hydraulischer Flüssigkeit aus dem mindestens einen hydraulischen Aktuator (10) ein Abströmweg in eine Rücklaufleitung (R) unter Umgehung der zwei 2/2-Wege-Sitzventile (110-A, 110-B, 210-A, 210-B) bereitgestellt wird.
  2. Hydraulische Lenksteuerungsvorrichtung nach Anspruch 1, wobei jedes der zwei 2/2-Wege-Sitzventile (110-A, 110-B, 210-A, 210-B) ein Proportionalventil ist.
  3. Hydraulische Lenksteuerungsvorrichtung nach Anspruch 1, wobei jedes der zwei 2/2-Wege-Sitzventile (110-A, 110-B, 210-A, 210-B) ein taktgesteuertes Schwarz/Weißventil ist.
  4. Hydraulische Lenksteuerungsvorrichtung nach einem der Ansprüche 1 bis 3, worin jedes der zwei 2/2-Wege-Sitzventile (110-A, 110-B, 210-A, 210-B) ein vorgesteuertes Ventil ist.
  5. Hydraulische Lenksteuerungsvorrichtung nach einem der Ansprüche 1 bis 4,
    wobei in dem ersten und dem zweiten Strömungsweg (A, B) stromabwärts zu den 2/2-Wege-Sitzventilen (110-A, 110-B, 210-A, 210-B) jeweils ein erstes Rückschlagventil (130-A, 130-B, 230-A, 230-B) angeordnet ist, das in Richtung 2/2-Wege-Sitzventil (110-A, 110-B, 210-A, 210-B) sperrt, und
    wobei Steuerleitungen (111, 112, 211, 212) der zweiten steuerbaren Einrichtung an dem ersten bzw. zweiten Strömungsweg (A, B) jeweils zwischen dem 2/2-Wege-Sitzventil (110-A, 110-B, 210-A, 210-B) und dem ersten Rückschlagventil (130-A, 130-B, 230-A, 230-B) angeschlossen sind.
  6. Hydraulische Lenksteuerungsvorrichtung nach Anspruch 5, wobei die zweite steuerbare Einrichtung stromabwärts zu den ersten Rückschlagventilen (130-A, 130-B, 230-A, 230-B) an dem ersten und dem zweiten Strömungsweg (A, B) angeschlossen ist.
  7. Hydraulische Lenksteuerungsvorrichtung nach Anspruch 5 oder 6, wobei die Steuerleitungen (111, 112, 211, 212) der zweiten steuerbaren Einrichtung über ein Wechselventil (213) mit einer Lastdrucksteuerleitung (LS) verbunden sind.
  8. Hydraulische Lenksteuerungsvorrichtung nach Anspruch 7, wobei die Lastdrucksteuerleitung (LS) über eine Blende (214) mit der Rücklaufleitung (R) verbunden ist.
  9. Hydraulische Lenksteuerungsvorrichtung nach Anspruch 5 oder 6, wobei die Steuerleitungen (111, 112, 211, 212) der zweiten steuerbaren Einrichtung über jeweils ein Blende (112, 113) mit der Rücklaufleitung (R) verbunden sind.
  10. Hydraulische Lenksteuerungsvorrichtung nach einem der Ansprüche 1 bis 9,
    wobei die zweite steuerbare Einrichtung ein erstes und ein zweites hydraulisch entsperrbares Rückschlagventil (120-A, 120-B) umfasst,
    wobei das erste hydraulisch entsperrbare Rückschlagventil (120-B) eine Fluidverbindung zwischen dem ersten Strömungsweg (A) und einer Rücklaufleitung (R) zum Reservoir sperrt, und
    wobei das zweite hydraulisch entsperrbare Rückschlagventil (120-A) eine Fluidverbindung zwischen dem zweiten Strömungsweg (B) und der Rücklaufleitung (R) zum Reservoir sperrt.
  11. Hydraulische Lenksteuerungsvorrichtung nach einem der Ansprüche 1 bis 9,
    wobei die zweite steuerbare Einrichtung ein erstes und ein zweites hydraulisch entsperrbares Lasthalteventil (220-A, 220-B) umfasst,
    wobei das erste hydraulisch entsperrbare Lasthalteventil (220-B) eine Fluidverbindung zwischen dem ersten Strömungsweg (A) und einer Rücklaufleitung (R) zum Reservoir sperrt, und
    wobei das zweite hydraulisch entsperrbare Lasthalteventil (220-A) eine Fluidverbindung zwischen dem zweiten Strömungsweg (B) und der Rücklaufleitung (R) zum Reservoir sperrt.
  12. Hydraulische Lenksteuerungsvorrichtung nach einem der Ansprüche 1 bis 11,
    wobei die 2/2-Wege-Sitzventile (110-A, 110-B, 210-A, 210-B) elektrisch betätigbare Ventile sind.
  13. Hydraulische Lenksteuerungsvorrichtung nach einem der Ansprüche 1 bis 12,
    wobei auf einer Eingangsseite an der ersten steuerbaren Einrichtung zur Zuführung von unter Druck stehender hydraulischer Flüssigkeit zu dem mindestens einen hydraulischen Aktuator (10) eine Druckleitung (P) über eine drittes Rückschlagventil (250) angeschlossen ist, wobei das dritte Rückschlagventil (250) in Richtung zur Druckleitung (P) sperrt, und
    wobei ein Druckspeicher (240) an einer Verbindung zwischen der ersten steuerbaren Einrichtung und dem dritte Rückschlagventil (250) angeschlossen ist.
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